1、11.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。其传动方案如下：图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。0.95 0.990.950.854231a 29.05.其中： 为 V 带的传动效率,为每一对轴承的传动效率，2为每一对齿轮啮合传动的效率，（齿轮为 8 级精度，油脂润滑.3因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。为联轴器传
2、动的效率，4为平带传动的效率。52.电动机的选择从动机：n=601000v/3.14D=41.8r/minP =135041.80/9550=5.909电动机所需工作功率为： P P / 5.9090.87.39kW,经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i 1.8，平带传动的传动比 i1.02，二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i 840，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，2选定型号为 Y132S4 的三相异步电动机，额定功率为 7.5kw满载转速 1440 r/min，同步转速 1500r/min。mn 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）
3、总传动比由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为 n /n1440/41.80=34.45ai（2） 分配传动装置传动比/ =1.3, =3.84, =4.99fissifi4.计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速电动机转速 minr 传动装置的传动比方案电动机型号额定功率P edkw 同步转速 满载转速电动机重量N参考价格元总传动比V 带传动平带传动减速器1 Y132S-4 7.5 1500 1440 810 330 34.45 1.8 1.02 19.173 1440/1.8800 r/minn0/im 800/3.84160.32 r/min1
4、/ 160.32/4.9941.75 r/min 2i=i 1.0241.7542.59 r/minn 41.75 r/min（2） 各轴输入功率 7.50.947.05kWPdp1 2 7.050.946.77kW3 2 6.770.966.05kW 24=6.050.986.37kW（3） 各轴输入转矩= Nm1Td0i1电动机轴的输出转矩 =9550 =95507.5/1440=49739.6 NmmdTmdnP所以: 9550 / 95507.0580084159.4 Nmm95506.77160.32=403277.8NmmT95506.5041.75=1486826.3Nmm=95
5、506.3742.59=1486826.357089.8Nmm运动和动力参数结果如下表轴号 电机 P（KW） 7.5 7.05 6.77 6.50 6.37 5.99n 1440 800 160.32 41.75 42.59 42.59T 49739.6 84159.4 403277.8 1486826.3 1457089.8 1370167.71 0.94 0.96 0.96 0.98 0.94i 1.8 4.99 3.84 3.84 3.84 1.025.设计带和带轮4 确定计算功率查课本 表 9-9 得：178P3.1AK,式中 为工作情况系数， 为传递的额定功wkAca 75.93.
6、p率,既电机的额定功率. 选择带型号根据 ， ,查课本 表 8-8 和 表 8-9 选用带型为 B 型kPca.3.1A152P153带 选取带轮基准直径 21,d查课本 表 8-3 和 表 8-7 得小带轮基准直径 ，则大带轮基14553Pmd21准直径 midd8,02查表选取 224mm 验算带速 v在 525m/s 范围内，sndVm /35/42.6910625106带带速合适。 确定中心距 a 和带的基准长度由于 , ，所以初步选取中心距698240aa：初定中心距 ，所以带长：m4890= .查课本 表 8-2 选取基准长度dL15)()(2020 121 addm142P得实际
7、中心距4ad 4924890 验算小带轮包角 1，包角合适。 906.7801802ad 确定 v 带根数 z因 ，带速 ，传动比 i=1.8md251 smv/42.查课本 表 8-5a 或 8-5c 和 8-5b 或 8-5d,并由内插值法得 ，48P kwp1796.20kwp076.5查课本 表 8-2 得 =0.90142PLK查课本 表 8-8,并由内插值法得 =0.97045 由 公式 8-22 得14 01.59.704.)56.0179.2(1)(0 lcakpZ故选 Z=5 根带。 计算预紧力 0F查课本 表 8-4 可得 ,故:145Pmkgq/1.0单根普通带张紧后的初
8、拉力为 NvkzvFca.6).2(026.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用合金钢调质 40Cr，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =261Z高速级大齿轮选用 钢调质，齿面硬度为大齿 240HBS 45Z =iZ =129.8 取 Z =130212 齿轮精度按 GB/T100951998，选择 8 级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计 2131 )(2HEdtt ZuTK6确定各参数的值:试选 =1.8tK查课
9、本 图 10-30 选取区域系数 Z =2.453 215PH由课本 图 10-26 4801.18.2则 69.由课本 公式 10-13 计算应力值环数20N =60n j =608001（283006）1hL=1.382109N = =2.77010 28查课本由 图 10-21d07P按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,MPaH601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 5li查课本 10-19 图得： K =0.91 K =0.955203P12齿轮的疲劳强度极限取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 公式 10-12 得:20P = =0.91600=546 H1SKHN1lim
10、Ma = =0.955550=525.25 2N2li P许用接触应力 aHH 625,3/)25,46(/)(21 查课本由 表 10-6 得： =189.8MP 198PEZa由 表 10-7 得: =120dT=8.415910 N.mm43.设计计算小齿轮的分度圆直径 d t12131 )(2HEdtt ZuTK= m60.54)6.538194(9.68.04243 7计算圆周速度 106ndtsm/286.106,54.3计算齿宽 b 和模数 ntm计算齿宽 bb= =54.60154.60mmtd1计算摸数 mn初选螺旋角 =10=nt mZt 07.261cos0.54cos1
11、计算齿宽与高之比 hb齿高 h=2.25 =2.252.07=4.6575ntm= =11.72hb657.40计算纵向重合度=0.318 =1.4581d 10tan2638.0tan计算载荷系数 K使用系数 =1A根据 ,8 级精度, 查课本由 表 10-8 得smv/286.192P动载系数 KV=1.15,查课本由 表 10-4 得 K 的计算公式:194PHK =1.456H查课本由 表 10-13 得: K =1.43195F查课本由 表 10-3 得: K = =1.23H故载荷系数:KK K K K =11.151.21.456=2.009H按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
12、d =d =54.60 =56.631tt/3 8.10923m计算模数 nm= Z450.26cos3.5cos14. 齿根弯曲疲劳强度设计8由弯曲强度的设计公式nm)(cos2123FSadYZKT 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩 T=8.41610 N.mm4 计算当量齿数z z /cos 26/ cos 10 27.223z z /cos 136.11 初选齿宽系数按对称布置，由表查得 1 初选螺旋角初定螺旋角 10 载荷系数 KKK K K K =11.151.21.431.9596 查取齿形系数 Y 和应力校正系数 Y查课本由 表 10-5 得:197P齿形系数 Y 2.5
13、656 Y 2.1511应力校正系数 Y 1.622Y 1.827 螺旋角系数 Y轴向重合度 1.458Y 1 0.938 计算大小齿轮的 FSY查课本由 表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 204P小齿轮 大齿轮aFM51aFMP3802查课本由 表 10-18 得弯曲疲劳寿命系数:97K =0.91 K =0.84 1FN2FN9取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 =F1 MPaSKFN3254.109 =28202.3561FSY 17.282S大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数 3860.1458.126072.cos9304.8956.123 mmn对比计算结果，由齿面接触疲
14、劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度n计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 m =2mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d =56.63 来计算应有1的齿数.于是由:z = =27.88 取 z =281210cos6351那么 z =4.9928=139.72,取圆整 140 几何尺寸计算计算中心距 a= = =170.1cos2)(1nmz10cos2)48(m将中心距圆整为 170按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 794.81025)48(arcos2)(1n因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.
15、khZ计算大.小齿轮的分度圆直径d = =56.671794.8cosmd = =283.332.210nmz计算齿轮宽度10B= md67.5.61圆整的 B2B21（二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用合金钢调质 40Cr，齿面硬度为 小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =251Z速级大齿轮选用 钢调质，齿面硬度为大齿轮 240HBS z =3.8425=9645 2 齿轮精度按 GB/T100951998，选择 8 级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选 K =2t查课本由 图 10-30 选取区域系数 Z =2.453215PH试选 ,查
16、课本由 图 10-26 查得o9214=0.796 =0.892 =1.68812应力循环次数N =60n jL =60160.321(283006)12n=2.7710 8N = 0.72141024.31071i 8由课本 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数0PK =0.955 K = 0.9901HN 2HN查课本由 图 10-21d207按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,MPaH601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 5li取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 =H1SKHN1lim573MPa = =544.522li 558.75)(lim1liHHa查
17、课本由 表 10-6 查材料的弹性影响系数 Z =189.8MP98PEa11选取齿宽系数 1dT=40.32810 N.m43 242131 )75.81932(.68.102,)(2 HEdtt ZuTK=94.21m2. 计算圆周速度0.790410632941062ndt sm/3. 计算齿宽b= d =194.21mm=94.21t1 m4. 计算齿宽与齿高之比 hb模数 m = ntZt 71,3250cos1.94cos1齿高 h=2.25m =2.253.711=8.350nt=94.21/8.350=11.282hb5. 计算纵向重合度 4017.tan25318.0ta31
18、8.0zd6. 计算载荷系数 KK =1.497H使用系数 K =1 A同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.093 K =1.42 K =K =1.2vFHF故载荷系数K =11.0931.21.42=1.974HvA7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d =d =94.211tt3 m804.932/7,13计算模数 zdmn 655cos.cos13. 按齿根弯曲强度设计m cs2123FSdYZYKT确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩 403277.8Nmm12（2）初选齿宽系数按对称布置，由表查得 1（3） 初选螺旋角初定螺旋角 10（4） 载荷系数 KKK K K
19、 K =11.0931.21.431.8756（5） 当量齿数 z z /cos 25/ cos 10 26.175 3z z /cos 96/ cos 10 100,512由课本 表 10-5 查得齿形系数 Y 和应力修正系数 Y197P1796.2,5.2FFY7908.1,56.21SS（6） 螺旋角系数 Y轴向重合度 1.402Y 0.84（7） 计算大小齿轮的 FS查课本由 图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限204PaFEM51aFEMP3802查课本由 图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数20K =0.84 K =0.93 S=1.41FN2FN = aES31 =F2FNMP
20、4.52计算大小齿轮的 ,并加以比较FSaY0138.35961FSaY04.2Sa大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数13mmn 8.24017.2501546.cos803.47819. 23 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲n劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 m =3.5mm 但n为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =93.804 来计算应有的齿数.1mz = =26.394 取 z =275.310cos8491z =3.8427=103 2 初算主要尺寸计算中心距
21、 a= = =231.00cos2)(1nmz10cos25.3)7(m将中心距圆整为 230 修正螺旋角=arccos 45.8230)7(arcos2)(1 n因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正khZ分度圆直径d = =95.54145.8cos3nmzmd = =364.46 2.0计算齿轮宽度bd54.9.1圆整后取 mB6102齿轮号 1 2 3 4Z 28 140 27 101m 2 2 3.5 3.58.7974 8.7974 8.4555 8.4555d 5667 283.33 95.54 364.46a 170 230da 60.67 287.33 102.52 37
22、1.46df 51.67 278.33 86.79 355.7114b 62 57 101 967.传动轴承和传动轴的设计初步选择球轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承参照工作要求并根据 38mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准2mind精度级的深沟球轴承 7308AC 型.基本尺寸/mm 基本额定载荷/KN轴承代号 D B C Co7308AC 40 90 23 32.3 30.57311AC 55 120 29 60.5 56.87314AC 70 150 35 91.5 86.51. 中间轴的设计 对于选取的角接触球轴承其尺寸为的 ,故 1 mBD
23、d29105。md5右端球轴承采用套筒进行轴向定位. 2取安装齿轮处的轴段 ;小齿轮的右端与左轴承及大齿轮的左端与md642右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮 的宽度为 55mm,为了使套筒端面可靠地压毂紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 53mm. 小齿轮的左端和大齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高 6mm.轴环宽度 hb.1轴承端盖的总宽度由减速器及轴承端盖的结构设计而定根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求.L1=57mm, L2=91.5mm, L3=79mm.至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.2. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械
24、设计手册20-149 表 20.6-7.对于 7311AC 角接触球轴承,a=227.5mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.L1=57mm, L2=91.5mm, L3=79mm.=2 / = 403280/283.33=2846.72 2tFTd=2 / = 403280/95.54=8442.12 3t13Fr2= tana/cos =2846.72 tan20/cos8.7974=1048.46t 215Fr3 = tana/cos =8442.12tan20/cos8.4555=3106.453tFa2= tan =440.56 Fa3= tan=8442.11254.982t 3t
25、 01NHt3t2NHL1 （L1L 2） （L1L2 L 3）=02t Fr2Fr3=0V2= Fa2H1/2 = Fa3 H2/21M2Fr3（L1L 2）Fr2 L 1 （L1L2 L 3） =0NV1M2解得： =62411.93 =119900.79MNV4.50814.562-5065.03N =-6223.81NHNHm27M9V810462+ =91391 =3226471v2vMmNVH0951384222T=403278Nmm17FNH1 FNH2FNV1 FNV2Fa2Ft2Fr2Fa3 Ft3L1L2 L31HH2FNH1Ft2 Ft3FNH2288700491700M
26、H（ Nmm）FNV1 Fr2Fa2Fa3Fr3FNV22897991392322647202716MV（Nmm）40905302820588107531848M（Nmm）T（N mm）403278Ma1=FaD1/2Ma2=FaD2/2Fr3186. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据= =caWTM22)( MPa96.30591.0)4286.(5872前已选轴材料为 45 钢，调质处理。查表 15-1 得 =60MP1a 此轴合理安全ca轴的材料为 45 钢。调质处理。8.角接触球轴承的设计Fr1 Fr2Fa2Fa3Fr1=7486N, Fr3=9900.26NFa1=0.68 Fr1
27、 Fa2=0.68 Fr2Fa2= Fd2=5917.76N, Fa3= Fd2+ Fa2F a3=2528NFar=3445NFar/ Fr1=0.79Far/ Fr3=0.68初步计算当量动载荷 PP=fp(XFrYFa)按表 135，X1. ，. X2 ，取 fp 1. 1因为轴承的基本额定静载荷为：Co=.N19P11.（.+.）.P21.2.NLh= = .n6032/C轴承合格。.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用 配合.67isH1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到
28、机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3.63. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6 紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，
29、并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部20的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在
30、机盖上直接铸出吊钩和吊耳，用以起吊或搬运较重的物体.1. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92 中的5(.2)10./minr50 号润滑，其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,并匀均布置，保证部分面处的密封性。21参考文献1. 机械设计课程设计（第二版），主编：杨光、席伟光、李波、陈晓岑高等教育出版社机械设计机械设计基础课程设计第一版
31、，主编王昆，何小柏，汪信远 高等教育出版社. 机械设计（第八版），主编：濮良贵、纪名刚 高等教育出版社. 机械原理（第七版），主编：孙桓、陈作模、葛文杰 高等教育出版社 画法几何及机械制图（第三版），主编：毛昕等 高等教育出版社22总结两周半的课程设计结束了，在这次的课程设计中不仅检验了我所学习的知识，也培养了我如何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。在设计过程中，和同学们相互探讨，相互学习，相互监督。学会了运筹帷幄，学会了宽容，学会了理解，也学会了做人与处世。课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程”千里之行始于足下”
32、，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础在这次设计过程中，体现出自己单独设计减速器的能力以及综合运用知识的能力，体会了学以致用、突出自己劳动成果的喜悦心情，从中发现自己平时学习的不足和薄弱环节，从而加以弥补。在此感谢我们的高中庸老师.，老师严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样；老师循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪；这次模具设计的每个实验细节和每个数据，都离不开老师您的细心指导。而您开朗的个性和宽容的态度，帮助我能够很顺利的完成了这次课程设计。同时感谢对我帮助过的同学们，谢谢你们对我的帮助和支持，让我感受到同学的友谊。 由于本人的设计能力有限，在设计过程中难免出现错误，恳请老师们多多指教, 我十分乐意接受你们的批评与指正，本人将万分感谢。1
